(57)【要約】火花点火式内燃機関は、複数の気筒を備え、これら気筒のうちの一部の気筒での燃焼を休止させることができる。また、火花点火式内燃機関は、機械圧縮比を変更可能な可変圧縮比機構（Ａ）と、吸気弁の閉弁時期を制御可能な可変バルブタイミング機構（Ｂ）とを具備し、一部の気筒を休止させるとき又は休止気筒を増加させるときには吸気弁（７）の閉弁時期が吸気下死点側に近づく方向に移動せしめられると共に、稼働中の気筒の機械圧縮比が低下せしめられる。このように複数の気筒の一部を休止させることにより、機関負荷の低い領域においても高い熱効率を実現することができる。
2011067865.tif 000002
【特許請求の範囲】
【請求項１】
複数の気筒を備え、これら気筒のうちの一部の気筒での燃焼を休止させることができる火花点火式内燃機関において、
機械圧縮比を変更可能な可変圧縮比機構と、吸気弁の閉弁時期を制御可能な可変バルブタイミング機構とを具備し、一部の気筒を休止させるとき又は休止気筒を増加させるときには吸気弁の閉弁時期が吸気下死点側に近づく方向に移動せしめられると共に、稼働中の気筒の機械圧縮比が低下せしめられる、火花点火式内燃機関。
【請求項２】
上記一部の気筒を休止させるとき又は休止気筒を増加させるときには、スロットル弁の開度が増大せしめられる、請求項１に記載の火花点火式内燃機関。
【請求項３】
上記一部の気筒を休止させるとき又は休止気筒を増加させるときには、稼働中の気筒の実圧縮比が大きくされる、請求項１又は２に記載の火花点火式内燃機関。
【請求項４】
上記一部の気筒を休止させるとき又は休止気筒を増加させるときには、可変圧縮比機構による稼働中の気筒の機械圧縮比の低下動作を開始した後に可変バルブタイミング機構による吸気弁の閉弁時期の移動が開始せしめられる、請求項１〜３のいずれか１項に記載の火花点火式内燃機関。
【請求項５】
当該火花点火式内燃機関は機関負荷が切替負荷よりも低いときには一部の気筒を休止させる減筒運転を行い、機関負荷が切替負荷以上のときには全ての気筒を稼動させる全筒運転を行い、機関負荷が切替負荷よりも低いときには切替負荷よりも低い所定負荷に向かって機関負荷が低下するにつれて機械圧縮比が増大せしめられると共に実圧縮比が一定に保持される、請求項１〜４のいずれか１項に記載の火花点火式内燃機関。
【請求項６】
上記所定負荷は、切替負荷から機関負荷が低下するにつれて機械圧縮比を増大させて機械圧縮比が最大機械圧縮比に到達したときの機関負荷である、請求項５に記載の火花点火式内燃機関。
【請求項７】
上記切替負荷は、最大機関負荷の半分以下の負荷である、請求項５又は６に記載の火花点火式内燃機関。
【請求項８】
上記切替負荷は、全筒運転を行ったときに熱効率が最大となる負荷以下であって、減筒運転を行ったときに熱効率が最大となる負荷以上である、請求項５〜７のいずれか１項に記載の火花点火式内燃機関。
【請求項９】
上記切替負荷は、減筒運転を行ったときにおける熱効率と全筒運転を行ったときにおける熱効率が等しくなるときの負荷である、請求項５〜８のいずれか１項に記載の火花点火式内燃機関。
【発明の詳細な説明】
【技術分野】
【０００１】
本発明は、火花点火式内燃機関に関する。
【背景技術】
【０００２】
機械圧縮比を変更可能な可変圧縮比機構と、吸気弁の閉弁時期を制御可能な可変バルブタイミング機構とを具備し、燃焼室内に供給される吸入空気量が主に吸気弁の閉弁時期を変えることによって制御され、機関低負荷運転時には機関高負荷運転時に比べて機械圧縮比が高くされる火花点火式内燃機関が知られている（例えば、特許文献１）。
特に、実圧縮比よりも機械圧縮比（すなわち膨張比）の方が理論熱効率に与える影響が大きいことから、特許文献１に記載された火花点火式内燃機関では、機関低負荷運転時において実圧縮比を低く維持しつつ、機械圧縮比を例えば２０以上の高い値としている。これにより、特許文献１に記載された火花点火式内燃機関では、理論熱効率を極めて高いものとすることができ、これに伴って燃費が大きく改善されている。
【先行技術文献】
【特許文献】
【０００３】
【特許文献１】特開２００７−３０３４２３号公報
【特許文献２】特開昭６２−０８５１４２号公報
【特許文献３】実開昭５６−１２２７３５号公報
【特許文献４】特開２００２−２５６９５０号公報
【特許文献５】特開２００２−３４９３０４号公報
【特許文献６】特開２００５−１２７２１６号公報
【発明の概要】
【発明が解決しようとする課題】
【０００４】
ところで、特許文献１に記載された火花点火式内燃機関では、機関負荷が低くなるほど機械圧縮比が増大せしめられる。しかしながら、可変圧縮比機構では機械圧縮比を無制限に高くすることができるわけではなく、燃焼室５の構造上、或る一定の機械圧縮比（限界機械圧縮比）よりも機械圧縮比を高めることはできない。このため、上記火花点火式内燃機関では、機械圧縮比が限界機械圧縮比に達したときの機関負荷よりも負荷の低い領域において、機械圧縮比が限界機械圧縮比に保持される。
また、特許文献１に記載された火花点火式内燃機関では、燃焼室内に供給される吸入空気量が主に吸気弁の閉弁時期を変えることによって制御されており、よって機関負荷が低くなるほど吸気弁の閉弁時期が吸気下死点から離れる方向に遅角される。しかしながら、機関負荷が低くなって燃焼室内に供給すべき吸入空気量が減少すると、吸気弁の閉弁時期によってはもはや燃焼室内に供給される吸入空気量を制御することができなくなる。このため、吸気弁の閉弁時期が燃焼室内に供給される吸入空気量を制御しうる限界閉弁時期に達したときの機関負荷よりも負荷の低い領域では、スロットル弁によって燃焼室内に供給される吸入空気量が制御される。
このように機関負荷の低い領域では、機械圧縮比が限界機械圧縮比に保持されると共に、燃焼室内に供給される吸入空気量がスロットル弁によって制御される。このため斯かる領域では、十分に熱効率を高めることができない。
そこで、上記問題に鑑みて、本発明は、機関負荷の低い領域においても高い熱効率を実現することのできる火花点火式内燃機関を提供することにある。
【課題を解決するための手段】
【０００５】
本発明は、上記課題を解決するための手段として、請求の範囲の各請求項に記載された内燃機関の制御装置を提供する。
本発明の１番目の態様では、複数の気筒を備え、これら気筒のうちの一部の気筒での燃焼を休止させることができる火花点火式内燃機関において、機械圧縮比を変更可能な可変圧縮比機構と、吸気弁の閉弁時期を制御可能な可変バルブタイミング機構とを具備し、一部の気筒を休止させるとき又は休止気筒を増加させるときには吸気弁の閉弁時期が吸気下死点側に近づく方向に移動せしめられると共に、稼働中の気筒の機械圧縮比が低下せしめられる。
本発明の２番目の態様では、上記一部の気筒を休止させるとき又は休止気筒を増加させるときには、スロットル弁の開度が増大せしめられる。
本発明の３番目の態様では、上記一部の気筒を休止させるとき又は休止気筒を増加させるときには、稼働中の気筒の実圧縮比が大きくされる。
本発明の４番目の態様では、上記一部の気筒を休止させるとき又は休止気筒を増加させるときには、可変圧縮比機構による稼働中の気筒の機械圧縮比の低下動作を開始した後に可変バルブタイミング機構による吸気弁の閉弁時期の移動が開始せしめられる。
本発明の５番目の態様では、当該火花点火式内燃機関は機関負荷が切替負荷よりも低いときには一部の気筒を休止させる減筒運転を行い、機関負荷が切替負荷以上のときには全ての気筒を稼動させる全筒運転を行い、機関負荷が切替負荷よりも低いときには切替負荷よりも低い所定負荷に向かって機関負荷が低下するにつれて機械圧縮比が増大せしめられると共に実圧縮比が一定に保持される。
本発明の６番目の態様では、上記所定負荷は、切替負荷から機関負荷が低下するにつれて機械圧縮比を増大させて機械圧縮比が最大機械圧縮比に到達したときの機関負荷である。
本発明の７番目の態様では、上記切替負荷は、最大機関負荷の半分以下の負荷である。
本発明の８番目の態様では、上記切替負荷は、全筒運転を行ったときに熱効率が最大となる負荷以下であって、減筒運転を行ったときに熱効率が最大となる負荷以上である。
本発明の９番目の態様では、上記切替負荷は、減筒運転を行ったときにおける熱効率と全筒運転を行ったときにおける熱効率が等しくなるときの負荷である。
以下、添付図面と本発明の好適な実施形態の記載から、本発明を一層十分に理解できるであろう。
【図面の簡単な説明】
【０００６】
図１は、火花点火式内燃機関の全体図である。
図２は、可変圧縮比機構の分解斜視図である。
図３は、図解的に表した内燃機関の側面断面図である。
図４は、可変バルブタイミング機構を示す図である。
図５は、吸気弁および排気弁のリフト量を示す図である。
図６は、機械圧縮比、実圧縮比および膨張比を説明するための図である。
図７は、理論熱効率と膨張比との関係を示す図である。
図８は、通常のサイクルおよび超高膨張比サイクルを説明するための図である。
図９は、機関負荷に応じた機械圧縮比等の変化を示す図である。
図１０は、図９の低負荷領域を拡大した図である。
図１１は、本実施形態における火花点火式内燃機関の運転制御の制御ルーチンを示すフローチャートである。
【発明を実施するための形態】
【０００７】
以下、図面を参照して本発明の実施形態について詳細に説明する。なお、以下の説明では、同様な構成要素には同一の参照番号を付す。
図１に火花点火式内燃機関の側面断面図を示す。
図１を参照すると、１はクランクケース、２はシリンダブロック、３はシリンダヘッド、４はピストン、５は燃焼室、６は燃焼室５の頂面中央部に配置された点火プラグ、７は吸気弁、８は吸気ポート、９は排気弁、１０は排気ポートをそれぞれ示す。吸気ポート８は吸気枝管１１を介してサージタンク１２に連結され、各吸気枝管１１にはそれぞれ対応する吸気ポート８内に向けて燃料を噴射するための燃料噴射弁１３が配置される。なお、燃料噴射弁１３は各吸気枝管１１に取付ける代りに各燃焼室５内に配置してもよい。
サージタンク１２は吸気ダクト１４を介してエアクリーナ１５に連結され、吸気ダクト１４内にはアクチュエータ１６によって駆動されるスロットル弁１７と例えば熱線を用いた吸入空気量検出器１８とが配置される。一方、排気ポート１０は排気マニホルド１９を介して例えば三元触媒を内蔵した触媒コンバータ２０に連結され、排気マニホルド１９内には空燃比センサ２１が配置される。
一方、図１に示される実施形態ではクランクケース１とシリンダブロック２との連結部にクランクケース１とシリンダブロック２のシリンダ軸線方向の相対位置を変化させることによりピストン４が圧縮上死点に位置するときの燃焼室５の容積を変更可能な可変圧縮比機構Ａが設けられており、さらに吸気弁７の閉弁時期を制御可能な可変バルブタイミング機構Ｂが設けられている。
電子制御ユニット３０はデジタルコンピュータからなり、双方向性バス３１によって互いに接続されたＲＯＭ（リードオンリメモリ）３２、ＲＡＭ（ランダムアクセスメモリ）３３、ＣＰＵ（マイクロプロセッサ）３４、入力ポート３５および出力ポート３６を具備する。吸入空気量検出器１８の出力信号、空燃比センサ２１の出力信号はそれぞれ対応するＡＤ変換器３７を介して入力ポート３５に入力される。また、アクセルペダル４０にはアクセルペダル４０の踏込み量に比例した出力電圧を発生する負荷センサ４１が接続され、負荷センサ４１の出力電圧は対応するＡＤ変換器３７を介して入力ポート３５に入力される。さらに入力ポート３５にはクランクシャフトが例えば１０°回転する毎に出力パルスを発生するクランク角センサ４２が接続される。一方、出力ポート３６は対応する駆動回路３８を介して点火プラグ６、燃料噴射弁１３、スロットル弁駆動用アクチュエータ１６、可変圧縮比機構Ａおよび可変バルブタイミング機構Ｂに接続される。
本実施形態の内燃機関は、直列４気筒の内燃機関であり、４つの気筒全てを稼動させる全筒運転と、４つの気筒のうち２つの気筒のみを稼働させ、残りの２つの気筒を休止させる減筒運転を切り替えることができる。本実施形態では、減筒運転時の２つの休止中の気筒では、燃料噴射弁１３からの燃料噴射が行われず、よって燃焼室５内での燃焼が休止せしめられる。しかしながら、休止中の気筒においても、他の稼働中の２つの気筒と同様に吸気弁７及び排気弁９の開閉が行われる。したがって、本実施形態では、減筒運転時には、全ての気筒について同様のタイミングで吸気弁７の開閉が行われるが、稼働中の気筒についてのみ燃料噴射弁１３からの燃料噴射が行われると言える。
なお、本実施形態では、内燃機関として直列４気筒の内燃機関を用いているが、複数の気筒を備える内燃機関であれば、直列６気筒内燃機関やＶ型８気筒内燃機関等、如何なる内燃機関を用いてもよい。また、本実施形態では、減筒運転時に２つの気筒での燃焼を休止させるようにしているが、全気筒のうちの一部の気筒についてのみ燃焼を休止させればいくつの気筒について燃焼を休止させてもよい。
さらに、本実施形態では、減筒運転時において、休止中の気筒についても他の稼働中の気筒と同様に吸気弁７及び排気弁９の開閉を行うこととしている。しかしながら、休止中の気筒については、燃焼を休止させることに加えて、吸気弁７や排気弁９の作動を休止させて、吸気弁７や排気弁９を閉じたまま維持するようにしてもよい。このように休止中の気筒について吸気弁７等を閉じたまま維持する方法としては、例えば可変バルブタイミング機構Ｂとして吸気弁７の開閉を任意に制御することができる電磁駆動弁を用いて休止中の気筒については吸気弁７を開かないようにすることや、内燃機関としてＶ型の内燃機関を用いて減筒運転時には一方のバンクの全ての気筒で吸気弁７が閉じるような位置で当該バンクのカムシャフトを停止させることが考えられる。
図２は図１に示す可変圧縮比機構Ａの分解斜視図を示しており、図３は図解的に表した内燃機関の側面断面図を示している。図２を参照すると、シリンダブロック２の両側壁の下方には互いに間隔を隔てた複数個の突出部５０が形成されており、各突出部５０内にはそれぞれ断面円形のカム挿入孔５１が形成されている。一方、クランクケース１の上壁面上には互いに間隔を隔ててそれぞれ対応する突出部５０の間に嵌合せしめられる複数個の突出部５２が形成されており、これら各突出部５２内にもそれぞれ断面円形のカム挿入孔５３が形成されている。
図２に示されるように一対のカムシャフト５４、５５が設けられており、各カムシャフト５４、５５上には一つおきに各カム挿入孔５１内に回転可能に挿入される円形カム５８が固定されている。これら円形カム５８は各カムシャフト５４、５５の回転軸線と共軸をなす。一方、各円形カム５８間には図３に示すように各カムシャフト５４、５５の回転軸線に対して偏心配置された偏心軸５７が延びており、この偏心軸５７上に別の円形カム５６が偏心して回転可能に取付けられている。図２に示されるようにこれら円形カム５６は各円形カム５８の両側に配置されており、これら円形カム５６は対応する各カム挿入孔５１内に回転可能に挿入されている。
図３（Ａ）に示すような状態から各カムシャフト５４、５５上に固定された円形カム５８を図３（Ａ）において矢印で示されるように互いに反対方向に回転させると偏心軸５７が互いに離れる方向に移動するため、円形カム５６がカム挿入孔５１内において円形カム５８とは反対方向に回転し、図３（Ｂ）に示されるように偏心軸５７の位置が高い位置から中間高さ位置となる。次いで、更に円形カム５８を矢印で示される方向に回転させると図３（Ｃ）に示されるように偏心軸５７は最も低い位置となる。
なお、図３（Ａ）、図３（Ｂ）、図３（Ｃ）にはそれぞれの状態における円形カム５８の中心ａと偏心軸５７の中心ｂと円形カム５６の中心ｃとの位置関係が示されている。
図３（Ａ）から図３（Ｃ）を比較するとわかるようにクランクケース１とシリンダブロック２との相対位置は円形カム５８の中心ａと円形カム５６の中心ｃとの拒理によって定まり、円形カム５８の中心ａと円形カム５６の中心ｃとの距離が大きくなるほどシリンダブロック２はクランクケース１から離れる。すなわち、可変圧縮比機構Ａは回転するカムを用いたクランク機構によりクランクケース１とシリンダブロック２との間の相対位置を変化させていることになる。シリンダブロック２がクランクケース１から離れるとピストン４が圧縮上死点に位置するときの燃焼室５の容積は増大し、したがって各カムシャフト５４、５５を回転させることによってピストン４が圧縮上死点に位置するときの燃焼室５の容積を変更することができる。
図２に示されるように各カムシャフト５４、５５をそれぞれ反対方向に回転させるために駆動モータ５９の回転軸にはそれぞれ螺旋方向が逆向きの一対のウォームギア６１、６２が取付けられており、これらウォームギア６１、６２と噛合する歯車６３、６４がそれぞれ各カムシャフト５４、５５の端部に固定されている。本実施形態では駆動モータ５９を駆動することによってピストン４が圧縮上死点に位置するときの燃焼室５の容積を広い範囲に亘って変更することができる。なお、図１から図３に示される可変圧縮比機構Ａは一例を示すものであっていかなる形式の可変圧縮比機構でも用いることができる。
一方、図４は図１において吸気弁７を駆動するためのカムシャフト７０に対して設けられている可変バルブタイミング機構Ｂを示している。図４に示したように可変バルブタイミング機構Ｂはカムシャフト７０の一端に取付けられてカムシャフト７０のカムの位相を変更するためのカム位相変更部Ｂ１と、カムシャフト７０と吸気弁７のバルブリフタ２６との間に配置されてカムシャフト７０のカムの作用角を異なる作用角に変更して吸気弁７に伝達するカム作用角変更部Ｂ２から構成されている。なお、カム作用角変更部Ｂ２については図４に側面断面図と平面図とが示されている。
まず初めに可変バルブタイミング機構Ｂのカム位相変更部Ｂ１について説明すると、このカム位相変更部Ｂ１は機関のクランク軸によりタイミングベルトを介して矢印方向に回転せしめられるタイミングプーリ７１と、タイミングプーリ７１と一緒に回転する円筒状ハウジング７２と、カムシャフト７０と一緒に回転し且つ円筒状ハウジング７２に対して相対回転可能な回転軸７３と、円筒状ハウジング７２の内周面から回転軸７３の外周面まで延びる複数の仕切壁７４と、各仕切壁７４の間で回転軸７３の外周面から円筒状ハウジング７２の内周面まで延びるベーン７５とを具備しており、各ベーン７５の両側にはそれぞれ進角用油圧室７６と遅角用油圧室７７とが形成されている。
各油圧室７６、７７への作動油の供給制御は作動油供給制御弁７８によって行われる。この作動油供給制御弁７８は各油圧室７６、７７にそれぞれ連結された油圧ポート７９、８０と、油圧ポンプ８１から吐出された作動油の供給ポート８２と、一対のドレインポート８３、８４と、各ポート７９、８０、８２、８３、８４間の連通遮断制御を行うスプール弁８５とを具備している。
カムシャフト７０のカムの位相を進角すべきときは図４においてスプール弁８５が下方に移動せしめられ、供給ポート８２から供給された作動油が油圧ポート７９を介して進角用油圧室７６に供給されると共に遅角用油圧室７７内の作動油がドレインポート８４から排出される。このとき回転軸７３は円筒状ハウジング７２に対して矢印Ｘ方向に相対回転せしめられる。
これに対し、カムシャフト７０のカムの位相を遅角すべきときは図４においてスプール弁８５が上方に移動せしめられ、供給ポート８２から供給された作動油が油圧ポート８０を介して遅角用油圧室７７に供給されると共に進角用油圧室７６内の作動油がドレインポート８３から排出される。このとき回転軸７３は円筒状ハウジング７２に対して矢印Ｘと反対方向に相対回転せしめられる。
回転軸７３が円筒状ハウジング７２に対して相対回転せしめられているときにスプール弁８５が図４に示した中立位置に戻されると回転軸７３の相対回転動作は停止せしめられ、回転軸７３はそのときの相対回転位置に保持される。したがってカム位相変更部Ｂ１によって図５（Ａ）に示したようにカムシャフト７０のカムの位相を所望の量だけ進角又は遅角させることができる。すなわち、カム位相変更部Ｂ１によって吸気弁７の開弁時期を任意に進角又は遅角させることができることになる。
次に可変バルブタイミング機構Ｂのカム作用角変更部Ｂ２について説明すると、このカム作用角変更部Ｂ２はカムシャフト７０と平行に並列配置され且つアクチュエータ９１によって軸線方向に移動せしめられる制御ロッド９０と、カムシャフト７０のカム９２と係合し且つ制御ロッド９０上に形成された軸線方向に延びるスプライン９３に摺動可能に嵌合せしめられている中間カム９４と、吸気弁７を駆動するためにバルブリフタ２６と係合し且つ制御ロッド９０上に形成された螺旋状に延びるスプライン９５に摺動可能に嵌合する揺動カム９６とを具備しており、揺動カム９６上にはカム９７が形成されている。
カムシャフト７０が回転するとカム９２によって中間カム９４が常に一定の角度だけ揺動せしめられ、このとき揺動カム９６も一定の角度だけ揺動せしめられる。一方、中間カム９４及び揺動カム９６は制御ロッド９０の軸線方向には移動不能に支持されており、したがって制御ロッド９０がアクチュエータ９１によって軸線方向に移動せしめられたときに揺動カム９６は中間カム９４に対して相対回転せしめられることになる。
中間カム９４と揺動カム９６との相対回転位置関係によりカムシャフト７０のカム９２が中間カム９４と係合し始めたときに揺動カム９６のカム９７がバルブリフタ２６と係合し始める場合には図５（Ｂ）においてａで示したように吸気弁７の開弁期間及びリフトは最も大きくなる。これに対し、アクチュエータ９１によって揺動カム９６が中間カム９４に対して図４の矢印Ｙ方向に相対回転せしめられると、カムシャフト７０のカム９２が中間カム９４に係合した後、暫らくしてから揺動カム９６のカム９７がバルブリフタ２６と係合する。この場合には図５（Ｂ）においてｂで示したように吸気弁７の開弁期間及びリフト量はａに比べて小さくなる。
揺動カム９６が中間カム９４に対して図４の矢印Ｙ方向にさらに相対回転せしめられると図５（Ｂ）においてｃで示したように吸気弁７の開弁期間及びリフト量はさらに小さくなる。すなわち、アクチュエータ９１により中間カム９４と揺動カム９６の相対回転位置を変更することによって吸気弁７の開弁期間（作用角）を任意に変えることができる。ただし、この場合、吸気弁７のリフト量は吸気弁７の開弁期間が短くなるほど小さくなる。
このようにカム位相変更部Ｂ１によって吸気弁７の開弁時期を任意に変更することができ、カム作用角変更部Ｂ２によって吸気弁７の開弁期間を任意に変更することができるのでカム位相変更部Ｂ１とカム作用角変更部Ｂ２との双方によって、すなわち可変バルブタイミング機構Ｂによって吸気弁７の開弁時期と開弁期間とを、すなわち吸気弁７の開弁時期と閉弁時期とを任意に変更することができることになる。
なお、図１および図４に示した可変バルブタイミング機構Ｂは一例を示すものであって、図１および図４に示した例以外の種々の形式の可変バルブタイミング機構を用いることができる。特に、本発明の実施形態では、吸気弁７の閉弁時期を変更可能な可変閉弁時期機構であれば、如何なる形式の機構を用いてもよい。また、排気弁９に対しても吸気弁７の可変バルブタイミング機構Ｂと同様な可変バルブタイミング機構を設けてもよい。
次に図６を参照しつつ本願において使用されている用語の意味について説明する。なお、図６の（Ａ）、（Ｂ）、（Ｃ）には説明のために燃焼室容積が５０ｍｌでピストンの行程容積が５００ｍｌであるエンジンが示されており、図６の（Ａ）、（Ｂ）、（Ｃ）において燃焼室容積とはピストンが圧縮上死点に位置するときの燃焼室の容積を表している。
図６（Ａ）は機械圧縮比について説明している。機械圧縮比は圧縮行程時のピストンの行程容積と燃焼室容積のみから機械的に定まる値であってこの機械圧縮比は（燃焼室容積＋行程容積）／燃焼室容積で表される。図６（Ａ）に示される例ではこの機械圧縮比は（５０ｍｌ＋５００ｍｌ）／５０ｍｌ＝１１となる。
図６（Ｂ）は実圧縮比について説明している。この実圧縮比は実際に圧縮作用が開始されたときからピストンが上死点に達するまでの実際のピストン行程容積と燃焼室容積から定まる値であってこの実圧縮比は（燃焼室容積＋実際の行程容積）／燃焼室容積で表される。すなわち、図６（Ｂ）に示されるように圧縮行程においてピストンが上昇を開始しても吸気弁が開弁している間は圧縮作用は行われず、吸気弁が閉弁したときから実際の圧縮作用が開始される。したがって実圧縮比は実際の行程容積を用いて上記のように表される。図６（Ｂ）に示される例では実圧縮比は（５０ｍｌ＋４５０ｍｌ）／５０ｍｌ＝１０となる。
図６（Ｃ）は膨張比について説明している。膨張比は膨張行程時のピストンの行程容積と燃焼室容積から定まる値であってこの膨張比は（燃焼室容積＋行程容積）／燃焼室容積で表される。図６（Ｃ）に示される例ではこの膨張比は（５０ｍｌ＋５００ｍｌ）／５０ｍｌ＝１１となる。
次に図７及び図８を参照しつつ本発明において本発明において用いられている超高膨張比サイクルについて説明する。なお、図７は理論熱効率と膨張比との関係を示しており、図８は本発明において負荷に応じ使い分けられている通常のサイクルと超高膨張比サイクルとの比較を示している。
図８（Ａ）は吸気弁が下死点近傍で閉弁し、ほぼ圧縮下死点付近からピストンによる圧縮作用が開始される場合の通常のサイクルを示している。この図８（Ａ）に示す例でも図６の（Ａ）、（Ｂ）、（Ｃ）に示す例と同様に燃焼室容積が５０ｍｌとされ、ピストンの行程容積が５００ｍｌとされている。図８（Ａ）からわかるように通常のサイクルでは機械圧縮比は（５０ｍｌ＋５００ｍｌ）／５０ｍｌ＝１１であり、実圧縮比もほぼ１１であり、膨張比も（５０ｍｌ＋５００ｍｌ）／５０ｍｌ＝１１となる。すなわち、通常の内燃機関では機械圧縮比と実圧縮比と膨張比とがほぼ等しくなる。
図７における実線は実圧縮比と膨張比とがほぼ等しい場合の、すなわち通常のサイクルにおける理論熱効率の変化を示している。この場合には膨張比が大きくなるほど、すなわち実圧縮比が高くなるほど理論熱効率が高くなることがわかる。したがって通常のサイクルにおいて理論熱効率を高めるには実圧縮比を高くすればよいことになる。しかしながら機関高負荷運転時におけるノッキングの発生の制約により実圧縮比は最大でも１２程度までしか高くすることができず、斯くして通常のサイクルにおいては理論熱効率を十分に高くすることはできない。
一方、このような状況下で機械圧縮比と実圧縮比とを厳密に区分して理論熱効率を高めることが検討され、その結果、理論熱効率は膨張比が支配し、理論熱効率に対して実圧縮比はほとんど影響を与えないことが見出された。すなわち、実圧縮比を高くすると爆発力は高まるが圧縮するために大きなエネルギーが必要となり、斯くして実圧縮比を高めても理論熱効率はほとんど高くならない。
これに対し、膨張比を大きくすると膨張行程時にピストンに対して押下げ力が作用する期間が長くなり、斯くしてピストンがクランクシャフトに回転力を与えている期間が長くなる。したがって膨張比は大きくすれば大きくするほど理論熱効率が高くなる。図７の破線ε＝１０は実圧縮比を１０に固定した状態で膨張比を高くしていった場合の理論熱効率を示している。このように実圧縮比を低い値に維持した状態で膨張比を高くしたときの理論熱効率の上昇量と、図７の実線で示したように実圧縮比も膨張比と共に増大せしめられる場合の理論熱効率の上昇量とは大きな差がないことがわかる。
このように実圧縮比が低い値に維持されているとノッキングが発生することがなく、したがって実圧縮比を低い値に維持した状態で膨張比を高くするとノッキングの発生を阻止しつつ理論熱効率を大幅に高めることができる。図８（Ｂ）は可変圧縮比機構Ａおよび可変バルブタイミング機構Ｂを用いて、実圧縮比を低い値に維持しつつ膨張比を高めるようにした場合の一例を示している。
図８（Ｂ）を参照すると、この例では可変圧縮比機構Ａにより燃焼室容積が５０ｍｌから２０ｍｌまで減少せしめられる。一方、可変バルブタイミング機構Ｂによって実際のピストン行程容積が５００ｍｌから２００ｍｌになるまで吸気弁の閉弁時期が遅らされる。その結果、この例では実圧縮比は（２０ｍｌ＋２００ｍｌ）／２０ｍｌ＝１１となり、膨張比は（２０ｍｌ＋５００ｍｌ）／２０ｍｌ＝２６となる。図８（Ａ）に示される通常のサイクルでは前述したように実圧縮比がほぼ１１で膨張比が１１であり、この場合に比べると図８（Ｂ）に示される場合には膨張比のみが２６まで高められていることがわかる。このため、図８（Ｂ）に示したサイクルを超高膨張比サイクルと称する。
前述したように一般的に言って内燃機関では機関負荷が低いほど熱効率が悪くなり、したがって車両走行時における熱効率を向上させるためには、すなわち燃費を向上させるには機関低負荷運転時における熱効率を向上させることが必要となる。一方、図８（Ｂ）に示される超高膨張比サイクルでは圧縮行程時の実際のピストン行程容積が小さくされるために燃焼室５内に吸入しうる吸入空気量は少なくなり、したがってこの超高膨張比サイクルは機関負荷が比較的低いときにしか採用できないことになる。したがって本発明では機関低負荷運転時には図８（Ｂ）に示す超高膨張比サイクルとし、機関高負荷運転時には図８（Ａ）に示す通常のサイクルとするようにしている。
次に図９及び図１０を参照しつつ運転制御全般について説明する。
図９及び図１０は、或る機関回転数における機関負荷に応じた運転切替状態、機械圧縮比、吸気弁７の閉弁時期、実圧縮比、スロットル弁１７の開度、一気筒当たりの吸入空気量及び正味熱効率の各変化が示されている。図１０は、図９の全負荷領域うち機関負荷が低い領域における各変化を示している。なお、図中の実線及び破線Ｘは全筒運転を行った場合の正味熱効率を、図中の実線及び破線Ｙは減筒運転を行った場合の正味熱効率をそれぞれ示している。また、図示した例では触媒コンバータ２０内の三元触媒によって排気ガス中の未燃炭化水素（未燃ＨＣ）、一酸化炭素（ＣＯ）及び窒素酸化物（ＮＯＸ）を同時に低減しうるように燃焼室５内における平均空燃比が空燃比センサ２１の出力信号に基づいて理論空燃比にフィードバック制御されている。
図９及び図１０から分かるように、本実施形態における火花点火式内燃機関では、機関負荷がＬ３よりも高いときには全筒運転を行い、機関負荷がＬ３よりも低いときには減筒運転を行っている。すなわち、本実施形態における火花点火式内燃機関では、機関負荷Ｌ３前後で内燃機関の運転を全筒運転と減筒運転とで切り替えている。そこで、以下では、機関負荷に応じた制御を、機関負荷がＬ３よりも高くて全筒運転を行っているときの制御と、機関負荷がＬ３であるときに行われる全筒運転と減筒運転との切替時の制御と、機関負荷がＬ３よりも低くて減筒運転を行っているときの制御とに分けて説明する。
まず、機関負荷がＬ３よりも高くて全筒運転を行っているときの制御について説明する。上述したように機関高負荷運転時には、図８（Ａ）に示される通常のサイクルが実行される。したがって図９に示したように機関高負荷運転時には機械圧縮比が低くされ、よって膨張比は低く、且つ吸気弁７の閉弁時期は早められている。また、このときには吸入空気量は多く、このときスロットル弁１７の開度は全開又はほぼ全開状態に保持されている。なお、このようにスロットル弁１７の開度が全開又はほぼ全開状態に保持されているため、ポンピング損失はほぼゼロとされる。
一方、図９に示したように機関負荷が低くなるとそれに伴って吸入空気量を減少すべく吸気弁７の閉弁時期が遅くされる。またこのときには実圧縮比がほぼ一定に保持されるように図９に示した如く機関負荷が低くなるにつれて機械圧縮比が増大され、したがって機関負荷が低くなるにつれて膨張比も増大される。なお、このときにもスロットル弁１７は全開又はほぼ全開状態に保持されており、したがって燃焼室５内に供給される吸入空気量はスロットル弁１７によらずに吸気弁７の閉弁時期を変えることによって制御されている。このときもスロットル弁１７が全開又はほぼ全開状態に保持されていることから、ポンピング損失はほぼゼロとされる。また、このとき実圧縮比は、ノッキングが発生しない範囲で最も高い値εｃｈに保持される。
このように機関高負荷運転状態から機関負荷が低くなるときには実圧縮比がほぼ一定のもとで吸入空気量が減少するにつれて機械圧縮比が増大せしめられる。すなわち、吸入空気量の減少に比例してピストン４が圧縮上死点に達したときの燃焼室５の容積が減少せしめられる。したがってピストン４が圧縮上死点に達したときの燃焼室５の容積は吸入空気量に比例して変化していることになる。なお、このとき燃焼室５内の空燃比は理論空燃比となっているのでピストン４が圧縮上死点に達したときの燃焼室５の容積は燃料量に比例して変化していることになる。
機関負荷がさらに低くなると、機械圧縮比がさらに増大せしめられ、機関負荷がやや低負荷寄りの中負荷Ｌ１まで低下すると、機械圧縮比は燃焼室５の構造上限界となる限界機械圧縮比に達する。そして、機械圧縮比が限界機械圧縮比に達したときの機関負荷Ｌ１よりも負荷が低く且つ機関負荷Ｌ３よりも負荷が高い領域では機械圧縮比が限界機械圧縮比に保持される。したがって機関負荷Ｌ１よりも負荷が低く且つ機関負荷Ｌ３よりも負荷が高い領域では、機械圧縮比は最大となり、膨張比も最大となる。別の言い方をすると機関負荷Ｌ１よりも負荷が低く且つ機関負荷Ｌ３よりも負荷が高い領域では最大の膨張比が得られるように機械圧縮比が最大にされる。
機械圧縮比が限界機械圧縮比に達したときの機関負荷Ｌ１から機関負荷がさらに低くなると、機械圧縮比が限界機械圧縮比に保持されつつ、吸気弁７の閉弁時期が遅らされる。このため、機械圧縮比が限界機械圧縮比に達したときの機関負荷Ｌ１から機関負荷が低くなるにつれて、実圧縮比は低下せしめられる。
また、図９及び図１０に示した例では、機関高負荷運転状態から機関負荷が低くなるにつれて吸気弁７の閉弁時期が遅らされ、機械圧縮比が限界機械圧縮比に達したときの機関負荷Ｌ１よりも低いＬ２まで機関負荷が低下すると、吸気弁７の閉弁時期が燃焼室５内に供給される吸入空気量を制御しうる限界閉弁時期となる。そして、吸気弁７の閉弁時期が限界閉弁時期に達したときの機関負荷Ｌ２よりも負荷が低く且つ機関負荷Ｌ３よりも負荷が高い領域では吸気弁７の閉弁時期が限界閉弁時期に保持される。
このように吸気弁７の閉弁時期が限界閉弁時期に達したときの機関負荷Ｌ２よりも負荷の低い領域では、機械圧縮比が限界機械圧縮比に保持されると共に、吸気弁７の閉弁時期が限界閉弁時期に保持される。したがって、斯かる領域では、実圧縮比はほぼ一定に保持される。すなわち、図９及び図１０に示した例では、機械圧縮比が限界機械圧縮比に達したときの機関負荷Ｌ１よりも負荷の高い領域と、吸気弁７の閉弁時期が限界閉弁時期に達したときの機関負荷Ｌ２よりも負荷が低く且つ機関負荷Ｌ３よりも負荷が高い領域では、各領域内で実圧縮比はほぼ一定に保持されると共に、機関負荷Ｌ１と機関負荷Ｌ２との間の領域では機関負荷が低くなるにつれて実圧縮比が低下せしめられる。
一方、吸気弁７の閉弁時期が限界閉弁時期に保持されるともはや吸気弁７の閉弁時期の変化によっては吸入空気量を制御することができない。図９及び図１０に示した例ではこのとき、すなわち吸気弁７の閉弁時期が限界閉弁時期に達したときの機関負荷Ｌ２よりも負荷の低い領域では、スロットル弁１７によって燃焼室５内に供給される吸入空気量が制御される。ただし、スロットル弁１７による吸入空気量の制御が行われるとポンピング損失が増大する。
次に、機関負荷がＬ３であるときに行われる全筒運転と減筒運転との切替時の制御について説明する。上述したように、機関負荷がＬ３よりも僅かに高いときには、機械圧縮比が限界機械圧縮比に保持されていると共に、吸気弁７の閉弁時期が限界閉弁時期に保持されている。また、実圧縮比は、機関高負荷運転時における実圧縮比εｃｈに比べて低い圧縮比εｃｌとされ、スロットル弁１７の開度は或る程度閉じられた開度となっている。
このような状態から機関負荷が低下してＬ３に達して、内燃機関の運転が全筒運転から減筒運転に切替られると、稼動気筒数が減少することから、１気筒当たりの吸入空気量を増大させる必要がある。このため、スロットル弁１７の開度が増大せしめられる。特に、図９及び図１０に示した例では、スロットル弁１７の開度は、或る程度閉じられた開度から全開又はほぼ全開状態とされる。
また、１気筒当たりの吸入空気量を増大させるために、吸気弁７の閉弁時期が限界閉弁時期から、吸気下死点側に、すなわち進角側に移動せしめられる。なお、このときの吸気弁７の閉弁時期は、稼動気筒の燃焼室５内に供給される吸入空気量が稼動気筒数が減少せしめられても稼動気筒数が減少する前と同程度の出力又はトルクを発生させることができるような量となるように設定される。
このように内燃機関の運転の切替に伴ってスロットル弁１７の開度を増大し且つ吸気弁７の閉弁時期を進角させることにより、燃焼室５内に供給される吸入空気量を適切なものとすることができ、よって内燃機関の運転切替の前後で出力又はトルクの変動を抑制することができる。
また、図９及び図１０に示したように、内燃機関の運転が全筒運転から減筒運転に切替られると、機械圧縮比が低下せしめられる。ここで、上述したように内燃機関の運転が全筒運転から減筒運転に切り替えられると、吸気弁７の閉弁時期が進角せしめられる。このとき、機械圧縮比を限界機械圧縮比のまま保持してしまうと、実圧縮比がノッキングが発生しない範囲で最も高い値εｃｈを超えて高くなってしまい、稼動気筒においてノッキングが生じる可能性がある。本実施形態では、内燃機関の運転が全筒運転から減筒運転に切り替えられたときに機械圧縮比を低下させているため、実圧縮比の過増大を抑制することができる。特に、本実施形態では、吸気弁７の閉弁時期との関係で、実圧縮比がノッキングが発生しない範囲で最も高い値εｃｈとなるように機械圧縮比が設定される。
なお、上記説明では、機関負荷がＬ３よりも高い状態から低い状態へ変化した場合の制御について示しているが、機関負荷がＬ３よりも低い状態から高い状態へ変化した場合にはこの逆の制御が行われる。すなわち、機関負荷がＬ３よりも低い状態から高い状態へ変化した場合には、スロットル弁１７の開度が小さくせしめられると共に吸気弁７の閉弁時期が吸気下死点から離れる方向に、すなわち遅角側に移動せしめられる。さらに、機械圧縮比が高められると共に、実圧縮比が低下せしめられる。
最後に、機関負荷がＬ３よりも低くて減筒運転を行っているときの制御について説明する。図９及び図１０に示したように、機関負荷がＬ３から低くなると、それに伴って稼動気筒の燃焼室５内に供給される吸入空気量を減少すべく吸気弁７の閉弁時期が遅くされる。また、このときには実圧縮比がεｃｈでほぼ一定に保持されるように図９及び図１０に示した如く機関負荷が低くなるにつれて機械圧縮比が増大され、したがって機関負荷が低くなるにつれて膨張比も増大される。なお、このときにもスロットル弁１７は全開又はほぼ全開状態に保持されており、したがって燃焼室５内に供給される吸入空気量はスロットル弁１７によらずに吸気弁７の閉弁時期を変えることによって制御されている。このときには、スロットル弁１７が全開又はほぼ全開状態に保持されていることから、ポンピング損失はほぼゼロとされる。
機関負荷がさらに低くなると、機械圧縮比がさらに増大せしめられ、機関負荷がＬ４まで低下すると、機械圧縮比は再び限界機械圧縮比に達する。機械圧縮比が限界機械圧縮比に達すると、機械圧縮比が限界機械圧縮比に達したときの機関負荷Ｌ４よりも負荷の低い領域では機械圧縮比が限界機械圧縮比に保持される。
機械圧縮比が限界機械圧縮比に達したときの機関負荷Ｌ４から機関負荷がさらに低くなると、機械圧縮比が限界機械圧縮比に保持されつつ、吸気弁７の閉弁時期が遅らされる。このため、機械圧縮比が限界機械圧縮比に達したときの機関負荷Ｌ４から機関負荷が低くなるにつれて、実圧縮比は低下せしめられる。
また、図９及び図１０に示した例では、機関負荷がＬ３から低くなるにつれて吸気弁７の閉弁時期がさらに遅らされ、機械圧縮比が限界機械圧縮比に達したときの機関負荷Ｌ４よりも低いＬ５まで機関負荷が低下すると、吸気弁７の閉弁時期が限界閉弁時期となる。吸気弁７の閉弁時期が限界閉弁時期に達すると、吸気弁７の閉弁時期が限界閉弁時期に達したときの機関負荷Ｌ５よりも負荷の低い領域では吸気弁７の閉弁時期が限界閉弁時期に保持される。
このように吸気弁７の閉弁時期が限界閉弁時期に達したときの機関負荷Ｌ５よりも負荷の低い領域では、機械圧縮比が限界機械圧縮比に保持されると共に、吸気弁７の閉弁時期が限界閉弁時期に保持される。したがって、斯かる領域では、実圧縮比はほぼ一定に保持される。
一方、吸気弁７の閉弁時期が限界閉弁時期に保持されるともはや吸気弁７の閉弁時期の変化によっては吸入空気量を制御することができない。図９及び図１０に示した例ではこのとき、すなわち吸気弁７の閉弁時期が限界閉弁時期に達したときの機関負荷Ｌ２よりも負荷の低い領域では、スロットル弁１７によって燃焼室５内に供給される吸入空気量が制御される。
次に、図９及び図１０に示した運転制御を行うことによる効果について説明する。
まず全筒運転を行っている場合について説明する。図９及び図１０に示したように機関負荷が最も高い負荷からＬ１に向かって低くなるにつれて機械圧縮比が増大され、一方、実圧縮比はほぼ一定に保持される。ここで、図７に示したように、実圧縮比を一定に維持した場合でも膨張比が高くなるほど熱効率は高くなる。換言すると、本実施形態では膨張比は機械圧縮比とほぼ同一とされることから、実圧縮比を一定に維持した場合でも機械圧縮比が高くなるほど熱効率は高くなるということもできる。この結果、図９及び図１０に実線Ｘで示したように、機関負荷が機関高負荷運転状からＬ１に向かって低くなると正味熱効率が増大せしめられる。
一方、機械圧縮比が限界機械圧縮比に達したときの機関負荷Ｌ１と吸気弁７の閉弁時期が限界閉弁時期に達したときの機関負荷Ｌ２との間の領域では、機械圧縮比が限界機械圧縮比に保持されると共に機関負荷が低くなるのに伴って実圧縮比が低下せしめられる。ここで、一般に実圧縮比が低くなると正味熱効率も低下する。また、この領域では、吸気弁７の閉弁時期が比較的遅角側に設定されているが、このように吸気弁７の閉弁時期が遅角側に設定されていると、一旦燃焼室５内に流入して燃焼室５の壁面から熱を受けて昇温せしめられた後に燃焼室５から吸気ポート８内へ吹き戻される吸気ガスの量が多くなる。これにより、燃焼室５内に最終的に供給される吸気ガスの温度が高くなり、このことによっても正味熱効率が低下する。このためこの領域では、図９及び図１０に実線Ｘで示したように機関負荷が低くなるにつれて正味熱効率が低下せしめられる。
さらに、吸気弁７の閉弁時期が限界閉弁時期に達したときの機関負荷Ｌ２よりも負荷の低い領域では、機械圧縮比が限界機械圧縮比に保持されると共に実圧縮比もεｃｌでほぼ一定に保持され、さらに機関負荷が低くなるのに伴ってスロットル弁１７の開度が小さくされる。上述したようにスロットル弁１７の開度が小さくなると、ポンピング損失が発生し、その結果、正味熱効率が低下する。したがって、この領域では、機関負荷が低くなるにつれて正味熱効率が低下せしめられる。特に、図９及び図１０に破線Ｘで示したように、機関負荷Ｌ３よりも負荷の低い領域においても全筒運転を継続した場合には、機関負荷の低下に伴って正味熱効率は低下し続ける。
この結果、全筒運転を行っている場合には、機関負荷がＬ１となっているときに正味熱効率がピークとなっており、機関負荷がＬ１から離れるにつれて正味熱効率が低下することがわかる。
一方、減筒運転を行っている場合、図９及び図１０に示したように機関負荷が最も低い負荷からＬ５に向かって高くなるにつれてスロットル弁１７の開度が増大され、一方、機械圧縮比及び実圧縮比はほぼ一定に保持される。このため、機関負荷が高くなるにつれてポンピング損失が低下し、よって図９及び図１０に実線Ｙで示したように正味熱効率が高くなる。
また、吸気弁７の閉弁時期が限界閉弁時期に達したときの機関負荷Ｌ５と機械圧縮比が限界機械圧縮比に達したときの機関負荷Ｌ４との間の領域では、機械圧縮比が限界機械圧縮比に保持されると共に機関負荷が高くなるのに伴って実圧縮比が増大せしめられる。このため、この領域では、図９及び図１０に実線Ｙで示したように機関負荷が高くなるにつれて正味熱効率が増大せしめられる。また、この領域では、機関負荷が高くなるのに伴って吸気弁７の閉弁時期が進角せしめられ、その結果、一旦燃焼室５内に流入した後に吸気ポート８内に吹き戻される吸気ガスの量が減少せしめられる。このことによっても機関負荷が高くなるにつれて正味熱効率が増大せしめられる。
一方、機械圧縮比が限界機械圧縮比に達したときの機関負荷Ｌ４よりも負荷の高い領域では、機関負荷が高くなるのに伴って機械圧縮比が低下せしめられ、一方、実圧縮比はほぼ一定に保持される。したがって、この領域では機関負荷が高くなるにつれて正味熱効率が低下せしめられる。特に、図９及び図１０に破線Ｙで示したように、機関負荷Ｌ３よりも負荷の高い領域においても減筒運転を継続した場合には、機関負荷の上昇に伴って正味熱効率が低下し続ける。
以上より、減筒運転を行っている場合には、機関負荷がＬ４となっているときに正味熱効率がピークとなっており、機関負荷がＬ４から離れるにつれて正味熱効率が低下することがわかる。
ここで、図９及び図１０からわかるように、機関負荷Ｌ３よりも負荷の高い領域では、全筒運転を行っている場合の方が減筒運転を行っている場合よりも正味熱効率が高い。一方、機関負荷Ｌ３よりも負荷の低い領域では、減筒運転を行っている場合のほうが全筒運転を行っている場合よりも正味熱効率が高い。本実施形態では、上述したように、機関負荷Ｌ３よりも負荷の高い領域では全筒運転が行われ、機関負荷Ｌ３よりも負荷の低い領域では減筒運転が行われることから、全運転領域に亘って正味熱効率を常に高いものとすることができる。換言すると、本実施形態によれば、全筒運転を行っている場合には正味熱効率を高めることのできなかった機関低負荷運転領域においても、減筒運転を行うことによって正味熱効率を高めることができる。
なお、上記実施形態では、全筒運転と減筒運転との切替を、機関負荷が全筒運転を行った場合の正味熱効率と減筒運転を行った場合の正味熱効率とが等しくなるような負荷Ｌ３となっているときに行っている。しかしながら、全筒運転と減筒運転との切替は、必ずしも機関負荷Ｌ３において行う必要はなく、全筒運転を行ったときに正味熱効率が最大となる負荷Ｌ１以下であって、減筒運転を行ったときに正味熱効率が最大となる負荷Ｌ４以上で行われればよい。或いは、全筒運転と減筒運転との切替は、全筒運転中に機械圧縮比が限界機械圧縮比となる機関負荷又は吸気弁７の閉弁時期が限界閉弁時期となる機関負荷以下であって、減筒運転中に機械圧縮比が限界機械圧縮比となる機関負荷又は吸気弁７の閉弁時期が限界閉弁時期となる機関負荷以上で行われればよい。
また、一般に、全筒運転を行ったときに正味熱効率が最大となる機関負荷Ｌ１は最大機関負荷の１／２程度である。上述したように、全筒運転と減筒運転との切替は、全筒運転を行ったときに正味熱効率が最大となる負荷Ｌ１以下で行われることから、最大機関負荷の１／２以下で行われるといえる。
さらに、上記実施形態では、全筒運転から減筒運転に移行するとき、すなわち複数の気筒のうち一部の気筒を休止させるとき、或いは減筒運転から全筒運転に移行するとき、すなわち休止させていた気筒を全て稼働させるときに、機械圧縮比等の制御を行っている。同様な制御は、休止気筒を増加させるとき、例えば休止気筒の数を２気筒から４気筒に増やすとき、及び休止気筒を減少させるとき、例えば休止気筒の数を４気筒から２気筒に減らすときにも、全筒運転から減筒運転に移行するときの機械圧縮比等の制御、及び減筒運転から全筒運転に移行するときの機械圧縮比等の制御をそれぞれ適用可能である。
なお、上述した例では、機械圧縮比が限界機械圧縮比に達するときの機関負荷Ｌ１及びＬ４はそれぞれ吸気弁７の閉弁時期が限界閉弁時期に達するときの機関負荷Ｌ２及びＬ５よりも高いものとされているが、可変圧縮比機構Ａや可変バルブタイミング機構Ｂの構成によっては、機械圧縮比が限界機械圧縮比に達するときの機関負荷Ｌ１及びＬ４が、それぞれ吸気弁７の閉弁時期が限界閉弁時期に達するときの機関負荷Ｌ２及びＬ５よりも低くなる場合も有りうる。この場合、吸気弁７の閉弁時期が限界閉弁時期に達するときの機関負荷Ｌ２と機械圧縮比が限界機械圧縮比に達するときの機関負荷Ｌ１との間の領域、及び吸気弁７の閉弁時期が限界閉弁時期に達するときの機関負荷Ｌ５と機械圧縮比が限界機械圧縮比に達するときの機関負荷Ｌ４との間の領域において、吸気弁７の閉弁時期を限界閉弁時期に保持すると共に機械圧縮比もほぼ一定に保持される。このため、斯かる領域では、実圧縮比がほぼ一定に保持される。
また、機関回転数が高くなると燃焼室５内の混合気に乱れが発生するためにノッキングが発生しにくくなり、したがって本発明による実施形態では機関回転数が高くなるほど実圧縮比が高くされる。
さらに、上述したように図８（Ｂ）に示す超高膨張比サイクルでは膨張比が２６とされる。この膨張比は高いほど好ましいが、図７からわかるように実用上使用可能な下限実圧縮比ε＝５に対しても２０以上であればかなり高い理論熱効率を得ることができる。したがって本発明では膨張比が２０以上となるように可変圧縮比機構Ａが形成されている。
また、図９に破線で示した例では機械圧縮比は機関負荷に応じて連続的に変化せしめられている。しかしながら機械圧縮比は機関負荷に応じて段階的に変化させることもできる。
図１１は、本実施形態における火花点火式内燃機関の運転制御の制御ルーチンを示すフローチャートである。図１１に示したように、まずステップＳ１１では、全筒運転中であるか否かが判定される。ステップＳ１１において、全筒運転中であると判定された場合には、ステップＳ１２へと進む。ステップＳ１２では、負荷センサ４１によって検出された機関負荷ＬがＬ３以上であるか否かが判定される。機関負荷ＬがＬ３以上であると判定された場合にはステップＳ１３へと進み、ステップＳ１３〜Ｓ１８においてそのまま全筒運転実行制御が行われる（詳細については後で説明する）。
一方、ステップＳ１２において、負荷センサ４１によって検出された機関負荷ＬがＬ３よりも低いと判定された場合には、ステップＳ２０へと進み、ステップＳ２０〜Ｓ２５において内燃機関の運転が全筒運転から減筒運転へと切り替えられることになる。ステップＳ２０では、減筒運転用のマップ又は計算式を用いて機関負荷Ｌとクランク角センサ４２に基づいて算出された機関回転数とにより吸気弁７の目標閉弁時期が算出される。特に、吸気弁７の目標閉弁時期は、稼働気筒一つあたりの吸入空気量が適切な吸入空気量となるように設定される。図９及び図１０からわかるように、このとき算出される吸気弁７の目標閉弁時期はそれまでの閉弁時期よりも進角側の時期とされる。
次いで、ステップＳ２１では、減筒運転用のマップ又は計算式を用いて機関負荷Ｌと機関回転数とによりスロットル弁１７の目標開度が算出される。図９及び図１０からわかるように、このとき算出されるスロットル弁１７の目標開度はそれまでのスロットル弁１７の開度よりも大きくされ、例えば全開とされる。次いで、ステップＳ２２では、減筒運転用のマップ又は計算式を用いて機関負荷Ｌと機関回転数とにより目標機械圧縮比が算出される。特に、目標機械圧縮比は、吸気弁７の目標閉弁時期との関係で稼働気筒の実圧縮比が適切な実圧縮比となるように設定される。図９及び図１０からわかるように、このとき算出される目標機械圧縮比はそれまでの機械圧縮比よりも低いものとされる。
ステップＳ２３では、減筒運転が実行され、一部の気筒については燃料噴射弁１３からの燃料噴射が休止せしめられる。次いで、ステップＳ２４では、機械圧縮比がステップＳ２２で算出された目標機械圧縮比となるように可変圧縮比機構Ａが制御され、次いでステップＳ２５では、吸気弁７の閉弁時期がステップＳ２０で算出された目標閉弁時期となるように可変バルブタイミング機構Ｂが制御されると共に、スロットル弁１７の開度がステップＳ２１で算出された目標開度となるようにスロットル弁１７が制御され、制御ルーチンが終了せしめられる。
ここで、ステップＳ２４及びステップＳ２５の関係からわかるように、本実施形態では、全筒運転から減筒運転への切替が行われるとき、可変圧縮比機構Ａによる機械圧縮比の変更動作の方が、可変バルブタイミング機構Ｂによる吸気弁７の閉弁時期の変更動作及びスロットル弁１７による開度の変更動作よりも先に開始される。これは、可変圧縮比機構Ａの変更動作の方が可変バルブタイミング機構Ｂやスロットル弁１７の変更動作に比べて時間がかかること、可変バルブタイミング機構Ｂやスロットル弁１７が先に作動すると吸入空気量が多くなっているのに機械圧縮比がまだ高い状態のままとなってノッキングを招くことによるものである。
一方、ステップＳ１１において、減筒運転中であると判定された場合には、ステップＳ１９へと進む。ステップＳ１９では、負荷センサ４１によって検出された機関負荷ＬがＬ３よりも低いか否かが判定される。機関負荷ＬがＬ３よりも低いと判定された場合にはステップＳ２０へと進み、ステップＳ２０〜Ｓ２５においてそのまま減筒運転制御が行われる。
一方、ステップＳ１９において、負荷センサ４１によって検出された機関負荷ＬがＬ３以上であると判定された場合には、ステップＳ１３へと進み、ステップＳ１３〜Ｓ１８において内燃機関の運転が減筒運転から全筒運転へと切り替えられることになる。なお、ステップＳ１３〜ステップＳ１５はステップＳ２０〜Ｓ２２と同様であるため説明を省略する。
ステップＳ１６では、全筒運転が実行され、全ての気筒について燃料噴射弁１３からの燃料噴射が実行される。次いで、ステップＳ１７では、吸気弁７の閉弁時期がステップＳ１３で算出された目標閉弁時期となるように可変バルブタイミング機構Ｂが制御されると共に、スロットル弁１７の開度がステップＳ１４で算出された目標開度となるようにスロットル弁１７が制御される。次いで、ステップＳ１８では、機械圧縮比がステップＳ２２で算出された目標機械圧縮比となるように可変圧縮比機構Ａが制御され、制御ルーチンが終了せしめられる。
ここで、ステップＳ１７及びステップＳ１８の関係からわかるように、本実施形態では、減筒運転から全筒運転への切替が行われるとき、可変バルブタイミング機構Ｂによる吸気弁７の閉弁時期の変更動作及びスロットル弁１７による開度の変更動作の方が、可変圧縮比機構Ａによる機械圧縮比の変更動作よりも先に開始される。これは、可変圧縮比機構Ａが先に作動すると、吸入空気量が減少していないのに機械圧縮比が高くなってしまってノッキングを招くためである。
なお、上記例では、全筒運転から減筒運転への切替を行う機関負荷と、減筒運転から全筒運転への切替を行う機関負荷とが共にＬ３で同一であるが、全筒運転から減筒運転への切替を行う機関負荷を減筒運転から全筒運転への切替を行う負荷よりも低くしてヒステリシスをもたせてもよい。
なお、本発明について特定の実施形態に基づいて詳述しているが、当業者であれば本発明の請求の範囲及び思想から逸脱することなく、様々な変更、修正等が可能である。
【符号の説明】
【０００８】
１…クランクケース
２…シリンダブロック
３…シリンダヘッド
４…ピストン
５…燃焼室
７…吸気弁
８…吸気ポート
１３…燃料噴射弁
１７…スロットル弁
３０…電子制御ユニット
Ａ…可変圧縮比機構
Ｂ…可変バルブタイミング機構
【図１】
2011067865.tif 000003
【図２】
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【図３】
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【図４】
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【図５】
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【図６】
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【図７】
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【図８】
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【図９】
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【図１０】
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【図１１】
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【国際調査報告】
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